Đồ án CTM Hộp Khai Triển

Thuyết minh đồ án chi tiết máy
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

KHOA CƠ KHÍ - ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

BỘ MÔN THIẾT KẾ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Số: 06 / KT-Đ-XT
Sinh viên thiết kế:

1. Nguyễn Minh Ngọc

Lớp :K49CĐL.01

2. Nguyễn Xuân Tú

Lớp :K49CCM.04

Giáo viên hướng dẫn: Th.S Bùi Thanh Hiền

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG CHO XÍCH TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU :

Lực vòng xích tải:
Số răng đĩa xích tải:
Bước xích tải:
Vận tốc xích tải:

Ft = 4050
Z = 31

t = 31
v=
1,4

N
mm
m/s

Thời gian phục vụ: 5
(năm)
Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 2/3
Số ca làm việc mỗi ngày: 1/3
T/chất tải trọng: không đổi, quay 1 chiều

3
P

45

P.Kb
®

P

Ft

6

2

1

Sơ đồ khai triển trạm dẫn động
1.Động cơ điện.
2.Bộ truyền đai

t

Sơ đồ tải trọng làm việc
Kbd = 1,7

3.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
4.Bộ truyền bánh răng cấp chậm.
5.Khớp nối.
Khối lượng yêu cầu
1. 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của
hệ dẫn động; lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động.
2. 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy Ao).
1
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
3. Mỗi sinh viên 01 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A3 do giáo viên hướng dẫn chỉ định.
4. Các thành viên trong nhóm tự thảo luận phân công nhiệm vụ cho từng người; đảm
bảo mỗi thành viên chủ động hoàn thành các phần công việc của mình đồng thời
thực hiện kiểm tra chéo số liệu tính toán, tra cứu và số liệu vẽ của thành viên khác.
Điểm đánh giá từng thành viên bao gồm điểm chung của nhóm và điểm đánh giá
riêng trách nhiệm được giao.

Giáo viên hướng dẫn
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………

2
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1. Chọn động cơ điện
1.1 Chọn kiểu, loại động cơ
Với thị trường hiện nay việc chọn động cơ là điều không quá khó khăn, để chọn
động cơ phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế, cho hiệu quả cao nhất,
thì cần phải lắm rõ một số loại động cơ phổ biến.
Sau đây là một vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường:
+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số
mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo
chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải
tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị
vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ...
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha
Động cơ một pha: có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha: đồng bộ và không đồng bộ.
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm
hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối
phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng
được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặt
chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto ngắn mạch:
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong
một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện mở máy thấp nhưng hệ số cosφ thấp,
giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp
để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
3
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu điểm là kết cấu đơn giản,
giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi
dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ,
không điều chỉnh được vận tốc.
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc, ta chọn Động
cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch.
1.2 Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho khi động
cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau
phải thoả mãn:
Pdmdc �Pdtdc (kW)

(1.1)

dc
Trong đó: - Pdm : Công suất định mức của động cơ.

-

Pdtdc : Công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:
dc
dc
Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên : Pdt  Plv

Plvct
P 
�
dc

lv

Với: -

(kW): Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.

ct
Trong đó : - Plv : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

- � : Hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Ta có :

Plvct 

Ft v
103 (kW)

Với : -Ft : Lực vòng trên trục công tác (N);
4
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

-v : Vận tốc vòng của xích tải (m/s).
Plvct 

Ft .v 4050.1, 4

 5, 67(kW)

103
103

�   m br . n ol . l kn .dk theo công thức 2.9[1]
trong đó (m là số cặp bánh răng trụ, n là số cặp ổ lăn, l là số khớp nối, k là số bộ
truyền đai ).
Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:
Với :

-br  0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ. (2 cặp)
-d  0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai.
-ol  0,99 : Hiệu suất các cặp ổ lăn. (4 cặp ổ lăn)
- kn  1,0

: Hiệu suất khớp nối. (1 khớp nối)

� �  0,962.0,994.1,0.0,96  0,85

Plvct 5,67
P P 

 6,67(kW ).

0,85

Vậy ta xác định được :
dc
dt

Thay vào ( 1.1) ta có

dc
lv

Pdmdc �
Pdtdc

Pdmdc

6,67(kW ).

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác
định theo công thức :
ndb 

60 f
p

Trong đó : f –tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f=50Hz);
p- số đôi cực từ ; p=1;2;3;4;5;6.

5
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 750, 600 và
500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành

của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng
cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới
kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ dẫn động
cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số
vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự
trượt 3% là 1450 và 970 v/ph).
Xác định số vòng quay đồng bộ như sau:
- Số vòng quay của trục công tác được xác định theo công thức:
60.103.v
nct 
Z .t

-Với , Z là số răng đĩa xích tải ; v là vận tốc vòng của xích tải (m/s); t là bước xích
tải (mm).
� nct 

60.103.1, 4
 87,41
31.31
(v/ph)

-Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb  1500 (v/ph) (kể đến sự
trượt ndb  1450 v/ph); Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định:
usb 

ndb 1450 1450


nct

nct
87,41 =16,59.

So sánh usb với các giá trị nên dùng và giá trị giới hạn của hệ thống (bảng 1.2);
h
d
• Tỷ số truyền nên dùng u�nd  und .und

h
Với: - und  8 �40 : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.
d
- und  1,5 �4 : Tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền đai.

6
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
h
d
� u�nd  und
.und
 (8 �40).(1,5 �4)  (12 �160)

-Do usb = 16,59 nằm trong khoảng u nên dùng nên ndb =1500 v/ph;
1.4 Chọn động cơ sử dụng thực tế
Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính tiến hành tra bảng P1.3[1] chọn động cơ
có công suất định mức thỏa mãn điều kiện (1.1) và có số vòng quay đồng bộ của
động cơ ndb đã xác định thành lập bảng sau :

Kiểu động
cơ
4A132S4Y

Bảng 1.1. Thông số của máy 4A132S4Y3
%
Công
Vận tốc
cos 
suất

quay

(KW)
7,5

(v/ph)
1455

0,86

87,5

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

2,2

2,0

3
1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ
1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức
ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
Pmm
�Pbddc (kW)

(1.5.1)

Trong đó:
-

dc
dc
dc
Pmm
: Công suất mở máy của động cơ (kW): Pmm  (Tk / Tdn ).Pdm với Tk và

Tn là mô men khởi động và mô men danh nghĩa của động cơ (tra bảng động
cơ).
-

Pbddc : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW).
7

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Xác định công suất mở máy của động cơ:
dc
Pmm


Tk dc
.Pdm  2,0.7,5  15(k W )
Tdn

Xác định công suất cản ban đầu:
Pbddc  K bd .Plvdc  1,7.6,67  11,34(k W )
( K bd : Hệ số cản ban đầu theo sơ đồ tải trọng ).
dc
� Pmm
 Pbddc ( Thỏa mãn điều kiện 1.5.1).

1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Trong quá trình làm việc tải trọng không đổi vì vậy không cần kiểm tra điều kiện
quá tải cho động cơ.
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống u� xác định theo:

u� 

ndc
nct

Trong đó : ndc - Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);

nct - Số vòng quay của trục công tác (v/ph).
� u� 

ndc 1455

 16,65
nct 87,41

Hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:
Với:

ung

u�  ung .uh

( 1.13 )

- Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp.

uh - Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp.
2.1 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:
ung  (0,1 �0,15).uh
8
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

� ung  (0,1 �0,15).u�

(0,1 �0,15).16,65  1,29 �1,58

=

Bộ truyền ngoài hộp giảm tốc là bộ truyền đai, để giảm sai số do việc quy
chuẩn đường kính các bánh đai, nên quy chuẩn giá trị tính được theo dãy TST tiêu
chuẩn:
1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8, 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00
theo [1]

� Chọn ung = 1,4.
2.2 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc
uh 

Từ công thức (1.13) ta có:
Ta lại có:

u� 16,65

 11,89
ung
1,4

uh  �ui  u1.u2

Phân phối TST theo chỉ tiêu: hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên các hàm đơn mục
tiêu sau: khối lượng lớn các bộ truyền , mômen quán tính thu gọn và thể tích các
bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất.
Ta có:
2
3
3 2
Tỷ số truyền cấp nhanh: u1 �0,825. uh  0,825. 11,89  4,3

� Tỷ số truyền cấp chậm:

u2 

uh 11,89

 2,77
u1
4,3

3.Xác đinh thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau : chỉ số “dc” ký hiệu trục động cơ, các
chỉ số “I”, ”II”, “III” chỉ trục số I, II, III.
3.1 Xác định công suất trên các trục
dc
Ta có Pdc  Plv  6,67(kW)

9
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo công thức:
- Công suất danh nghĩa trên trục I:

PI  Plv .d .ol  6,67.0,96.0,99  6,34(kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:

PII  PI .br .ol  6,34.0,96.0,99  6,03(kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:

PIII  PII .br .ol  6,03.0,96.0,99  5,73(kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục công tác:

Pct  PIII .kn .ol  5,73.1,0.0,99  5,67(kW)
3.2 Xác định số vòng quay trên các trục
- Tốc độ vòng quay trên trục I:
nI 

ndc 1455

 1039,29(v / ph)
ud
1,4

- Tốc độ vòng quay trên trục II:
nII 

nI 1039,29


 241,70(v / ph)
u1
4,3

- Tốc độ vòng quay trên trục III:
nIII 

nII 241,70

 87,26(v / ph)
u2
2,77

- Tốc độ quay trên trục công tác:
nct 

nIII 87,26

 87,26(v / ph)
ukn
1,0

3.3 Xác định Momen xoắn trên các trục

Áp dụng công thức:

Ti  9,55.106.

Pi

ni

Tính toán Momen xoắn trên các trục:
10
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

- Momen xoắn trên trục động cơ:
Pdc
6,67
 9,55.106.
 43779,04( N .mm)
ndc
1455

Tdc  9,55.106.

- Momen xoắn trên trục I:
TI  9,55.106.

PI
6,34
 9,55.106.
 58258,04( N .mm)
nI
1039,29

- Momen xoắn trên trục II:

TII  9,55.106.

PII
6,03
 9,55.106.
 238256,10( N .mm)
nII
241,70

- Momen xoắn trên trục III:
TIII  9,55.106.

PIII
5,73
 9,55.106.
 627108,64( N .mm)
nIII
87,26

- Momen xoắn trên trục công tác:
Tct  9,55.106.

Pct
5,67
 9,55.106.
 620542,06( N .mm)
nct
87,26

3.4 Bảng tổng hợp kết quả

Trục
Thông số
Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(v/ph)
Công suất
(kW)
Mômen xoắn
(N.mm)

Động cơ

ud  1,4
1455

I

II

III

u1  4,3
u2  2,77
1039,29
241,70
87,26

Công tác

ukn  1
87,26

6,67

6,34

6,03

5,73

5,67

43779,04

58258,04

238256,10

627108,64

620542,06

Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
11
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

1.Chọn loại đai và tiết diện dây đai
• Các loại đai thường dùng trong hệ thống dẫn động cơ khí :
- Đai dẹt.
- Đai thang.
- Đai hình lược.
- Đai răng.
� Dựa vào ưu, nhược điểm của từng loại đai ta chọn loại đai tiết diện đai hình
thang. Do bề mặt làm việc là hai mặt hai bên tiếp xúc với các rãnh hình thang
tương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn
hơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng lớn hơn. Làm việc ổn định, êm hơn
đai dẹt. Đai thường được sử dụng với vận tốc v < 25(m / s) và được sử dụng phổ
biến hiện nay.
•Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động(hệ dẫn động băng tải) và
đặc tính,phạm vi sử dụng của loại động cơ.Dựa vào hình 4.1 [1] với
Plvdc = 6,67(kW)

và n = 1455(v/ph) ta chọn loại đai tiết diện hình thangƂ

12
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

1455

6,67

• Ta nên chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc

được trong điều kiện môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của
nhiệt độ và độ ẩm lại có sức bền và tính đàn hồi cao). Đai vải cao su thích hợp
ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.

13
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

2. Xác định kích thước và thông số của bộ truyền
2.1 Đường kính bánh đai nhỏ d1
Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.13[1].
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 280(mm).
Xác định vận tốc đai:

v

 d1n1  .280.1455

 21,33(m / s)
60.103
60.103

(2.2)

� Vận tốc thỏa mãn v < 25(m / s) đối với đai thang thường.
2.2 Đường kính bánh đai lớn
Đường kính bánh đai lớn được xác định theo công thức 4.2[1]
d2 

d1.ud
(1   )

Trong đó : -

(2.3)
ud  ung  1,4

( xác định ở phần I)

-   (0,01 �0,02) hệ số trượt (Chọn   0,01 )

�

d2 

d1.ud
280.1,4

 395,96(mm)
(1   ) (1  0,01)

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] ta chọn d2 =400(mm)

� Tỷ số truyền thực tế :

ut 

d2

400

 1,44
d1.(1   ) 280.(1  0,01)

(2.4)

Ta có sai lệch tỷ số truyền :
ud 

(ut  ud ) (1,44  1,4)

 0,03  3%  4%
ud
1,4

(2.5)

� Tỷ số truyền thực tế của bánh đai đã chọn thỏa mãn: u �[u]
2.3 Xác định khoảng cách trục
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55( d1  d 2 )  h �a �2(d1  d 2 )
14
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Vậy : 0,55(280  400)  10,5 �a �2(280  400) � 384, 5 �a �1360  mm 
Theo bảng 4.14[1] ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a:

ud  1.4
�
�
�a
�d  1,38
�2
� a  d 2 .1,38  400.1,38  552(mm)

(2.6)

2.4 Xác định chiều dài đai
- Theo công thức 4.4[1] ta xác định chiều dài đai l:

(d 2  d1 ) 2
l  2a  0,5 ( d1  d 2 ) 
4a
(400  280) 2
 2.552  0,5. (280  400) 
 2178,66( mm)
4.552
(2.7)
Tra bảng 4.13[1] chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: l = 2240(mm)
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
Theo công thức 4.15[1]:

i

v
21,33


 9,52( s 1 )
3
l 2240.10

(2.8)

� i  imax  10( s 1 )

- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240(mm)
Theo công thức 4.6[1]
(   2  8 2 )
a
4

 .(d1  d 2 )
 .(280  400)
�


l


2240

 1900
�
�
2
2
�

d  d1 400  280
�
 2

 60
2
2
Trong đó: �

(2.9)

(2.10)

(1900  19002  8.602 )
a
 948,10(mm)
4
(2.9) �
15
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Thỏa mãn : 274,5 �a �960  mm 
2.5 Xác định góc ôm
Theo công thức 4.7[1] ta xác định góc ôm 1 :
( d 2  d1 ).57 0
(400  280).570
0

1  180 
 180 
 172,790
a
948,10
(2.11)
0

Thỏa mãn điều kiện: 1 �120

o

3. Xác định số đai
Theo ng thức 4.16[1];
z

Số đai z:

P1.K d
[Po ].C .Cl .Cu .Cz

(2.12)

Trong đó:
- P1  Pdc  6,67(kW) công suất trên bánh chủ động.

K d  1,25 hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7[1]).
Cl  1,0 hệ số ảnh hưởng của chiều dài (tra bảng 4.16[1]).
C  0,99 hệ sô ảnh hưởng của góc ôm (tra bảng 4.15[1]).
Cu  1,09 hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền (tra bảng 4.17[1]).

[Po ]  7,6 trị số công suất cho phép (tra bảng 4.19[1]).
C z  1 ; Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai (tra bảng
4.18[1]).
(2.12)

�z

6,67.1,25
 1,02
7,6.0,99.1,0.1,09.1

Chọn z = 2.
• Xác định chiều rộng bánh đai
Theo công thức 4.17[1] và bảng 4.21[1] ta xác định:
16
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

- Chiều rộng bánh đai B:

B  ( Z  1).t  2e  (2  1).19  2.12,5  44( mm) (2.13)
- Đường kính ngoài bánh đai da:
+ Đường kính bánh nhỏ:

d a1  d1  2h0  280  2.4,2  288,4(mm) (2.14)
+ Đường kính bánh lớn:

d a 2  d 2  2h0  400  2.4,2  408,4(mm)

(2.15)

4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Lực căng ban đầu xác định theo công thức 4.19[1]:

F0 

780.P1.K d
 Fv
v.C .z

(2.16)

2
Trong đó: - Fv  qm .v lực căng do lực li tâm sinh ra.

Tra bảng 4.22[1] � qm  0,178(kg / m)
2
Từ công thức (2.2) � v  21,33(m / s ) � Fv  0,178.21,33  80,98( N )

� F0 

780.6,67.1, 25
 80,98  234,96( N )
21,33.0,99.2

- Lực tác dụng lên trục xác định theo công thức 4.21:
�
1 �

172,790 �
�
Fr  2.F0 .z.sin � � 2.234,96.2.sin �
� 937,98( N )
2
�2 �
�
�

(2.17)

5. Bảng tổng hợp kết quả
d1(mm)

d2(mm)

a(mm)

L(mm)

Số đai z

Fv(N)

Fr (N)

280

400

552

2240

2

80,98

937,98

17
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
• Bộ truyền bánh răng đã cho là bộ truyền bánh răng trụ. Dựa vào các tiêu chí kỹ
thuật, kinh tế ta thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cho hộp giảm tốc.
Do:
- Ở bánh răng nghiêng, các răng không song song với đường sinh mà làm với
đường sinh một góc  nên các răng chịu tải và thôi tải một cách dần đồng thời
trong vùng ăn khớp luôn có ít nhất hai đôi răng vì vậy bánh răng nghiêng làm việc
êm hơn, va đập và tiếng ồn giảm so với bánh răng thẳng.
- Tiết kiệm được chi phí chế tạo so với bánh răng chữ V.
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
1. Chọn vật liệu
Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền
bánh răng nói riêng.
Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB  350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể
cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và
bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau. Tra bảng 6.1[1] ta được:
Loại
bánh
răng

Nhãn
hiệu thép

Nhiệt
luyện

Kích
thước S,
mm,
không

Độ rắn

Giới hạn Giới hạn
bền  b
MPa

chảy  ch
MPa

lớn hơn

18
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Nhỏ

45

Tôi cải

60

thiện
Lớn

45

HB241...28

850

580

750

450

5

Tôi cải

100

thiện
2. Xác định ứng suất cho phép

HB192...24
0

Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép
ứng suất uốn cho phép

  H  và

F  :

2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép

  H  được xác định theo công thức 6.1[1] :

 Ho lim
[ H ] 
.Z R .ZV .K xH .K HL ( MPa)
SH

(2.18)

Trong đó: - Z R : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc.
- ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- K xH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z R .ZV .K xH  1
-  H lim : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.
o

o
Tra bảng 6.2[1]:  H lim  2 HB  70 (2.19)

-Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1  245( HB)
-Chọn độ rắn bánh lớn HB2  230( HB)
o
- Trên bánh răng nhỏ:  H lim  2 HB1  70  2.245  70  560( MPa)
o
- Trên bánh răng lớn:  H lim  2.HB2  70  2.230  70  530( MPa)

19
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

- S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
Tra bảng 6.2[1]: S H  1,1
- K HL : Hệ số xét đến tuổi thọ.

K HL  mH
Theo công thức 6.3[1]:

N HO
N HE

(2.20)

Trong đó: - mH : bậc của đường cong mỏi.
Trường hợp HB �350 � Chọn mH  6
- N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
Theo công thức 6.5[1]: N HO  30.H HB (2.21)

- N HE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Theo công thức 6.6[1]:

N HE  60.c.n.t�(2.22)

- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1).
-n : Số vòng quay trong trong 1 phút.
-

t� Tổng số giờ làm việc.
:

1
2
t�  ( .24).( .365).5  9733,33(h)
3
3
a, Bánh răng nhỏ:

-

N HE1  60.c.n1.t�  60.1.1039, 29.9733,33  606945152,1
2,4
2,4
N HO1  30.H HB
 16259974,39
1  30.245

- Bắt đầu từ NH01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi
Vì vậy khi tính ra được NHE1> NHO1, ta lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó
KHL1 = 1.
20
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:

 Ho lim1
560
[ H 1 ] 
.( Z R .ZV .K xH ).K HL1 
.1.1  509,09( MPa)
SH
1,1
b, Bánh răng lớn:
-

N HE 2  60.c.n2 .t�  60.1.241,7.9733,33  141152751,7
2,4
2,4
N HO 2  30.H HB
 13972305,13
1  30.230

Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính
ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1.

� Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:

 Ho lim 2
530
[ H 2 ] 
.( Z R .ZV .K xH ).K HL 2 
.1.1  481,82( MPa )
SH
1,1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng (bộ truyền bánh răng
nghiêng):

[ H ] 

[ H 1 ]  [ H 2 ] 509, 09  481,82

 495, 46( MPa)
2

2

Xét điều kiện:
Với:

  H 

  H  �1, 25   H  min

(2.23)

(Công thức 6.12[1] )

[ H ]min  [ H 2 ]
1,25  H  min 1,25  H 2  1,25.481,82 602,28( MPa)

Thỏa mãn điều kiện.
2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép

  F  được xác định theo công thức 6.2[1] :

21
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

 Fo lim
[ F ] 

.YR .YS .K xF .K FC .K FL ( MPa )
SF

(2.24)

Trong đó:
- YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng.
- YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
- K xF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
-Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: YR .YS .K xF  1
- K FC : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều K FC  1 )
-  H lim : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở.
o

o
Tra bảng 6.2[1]:  F lim  1,8 HB

(2.25)

- Trên bánh răng nhỏ:  F lim1  1,8.245  441( MPa)
o

- Trên bánh răng lớn:

 Fo lim 2  1,8.230  414( MPa)

- S F : Hệ số an toàn khi tính về uốn.
Tra bảng 6.2[1]: S F  1,75
- K FL : Hệ số tuổi thọ.

K FL  mF
Theo công thức 6.4[1]:

N FO
N FE

(2.26)

Trong đó: - mF : bậc của đường cong mỏi.
Trường hợp HB �350 � Chọn mF  6
- N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
6
( N FO  4.10 với tất cả các loại thép).

- N FE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
22
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

( Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên: N FE  N HE )
a, Bánh răng nhỏ:
-

N FE1  N HE1  60.c.n1.t�  60.1.1039, 29.9733,33  606945152,1

-

N FO1  4.106

Bắt đầu từ NF01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính
ra được NFE1> NFO1, ta lấy NFE1 = NFO1 để tính, do đó KFL1 = 1.

� Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

 Fo lim1
441
[ F 1 ] 
.YR .YS .K xF .K FC .K FL1 
1.1.1  252( MPa )
SF
1,75
b, Bánh răng lớn:
-

N FE 2  N HE 2  60.c.n2 .t�  60.1.241,7.9733,33  141152751,7

-

N FO 2  4.106

Bắt đầu từ NF02 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục
hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính
ra được NFE2> NFO2, ta lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 = 1.

� Ứng suất uốn trên bánh lớn:

 Fo lim 2

414
[ F 2 ] 
.YR .YS .K xF .K FC .K FL 2 
1.1.1  236,57( MPa )
SF
1,75
2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải
2.3.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
Với bánh răng sử dụng phương pháp nhiệt luyện tôi cải thiện.
Theo công thức 6.13[1]: [ H ]max  2,8 ch

(2.27)

Trong đó: -  ch : Giới hạn chảy.

23
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Tra bảng 6.1[1] ta có:

 ch1  580( MPa)
�
�
 ch 2  450( MPa)
�

- Bánh răng nhỏ: [ H 1 ]=2,8. ch1  2,8.580  1624( MPa)

[ H 2 ]=2,8. ch 2  2,8.450  1260( MPa )

- Bánh răng lớn:

2.3.2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Trường hợp HB �350 do vậy ta sử dụng công thức 6.14[1]:

[ F ]max  0,8 ch

(2.28)

- Bánh răng nhỏ:

[ F 1 ]=0,8. ch1  0,8.580  464( MPa)

- Bánh răng lớn:

[ F 2 ]=0,8. ch 2  0,8.450  360( MPa)

3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Đối với HGT thông số cơ bản là khoảng cách truc a w1, được xác định theo công
thức 6.15[1]:
a w1  K a (u1  1) 3

T1 K H 
[ H ]2u1 ba1

(2.29)

Trong đó: - Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo
bảng 6.5 [1] với cặp vật liệu thép – thép Ka = 43(MPa1/3).
- T1: Momen xoắn trên trục bánh chủ động. T1 = TI = 58258,04(N.mm)
- u: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u1 = 4,3.
- [ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ]  495, 46( MPa) .
-

 ba1 

bw1
aw1 : Hệ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.

Tra bảng 6.6[1]: Chọn  ba1  0,3 (vị trí bánh răng không đối xứng với các cặp ổ
lăn).
24
Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

-

KH

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về tiếp xúc.
Theo công thức 6.16[1] ta có:

 bd  0,53. ba1.(u  1)  0,53.0,3.(4,3  1)  0,843
� Tra bảng 6.7[1] : với hệ số  bd =0,843 và sơ đồ cấp 3 → K H   1,13
Vậy ta xác định được:
a w1  K a (u1  1) 3

T1 K H 
[ H ]2u1 ba1

 43.(4,3  1). 3

58258, 04.1,13
 135, 01( mm)
(495, 46) 2 .4,3.0,3

Chọn aw1 = 140(mm).
3.2 Xác định các thông số ăn khớp
3.2.1 Xác định Modul
Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế,
sau khi tính được khoảng cách trục

aw1 có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để tính

mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

m1 = (0,010,02). aw1 = (0,010,02).140 = (1,4 2,8) (mm)
Theo bảng 6.8 [1]chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m1 = 2 (mm).
3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng của răng và hệ số dịch chỉnh
a, Xác định số răng:
Giữa khoảng cách trục aw1, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2, góc
nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo

công thức 6.18[1]:
a w1 

m1.( Z1  Z 2 )
2.cos 

(2.30)
25

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên